哈工大机械原理大作业齿轮——7号
(完整word版)哈工大机械原理大作业3齿轮传动设计
4、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算
4.1滑移齿轮5和齿轮6
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮5
17
齿轮6
39
2
模数
2
3
压力角
20°
4
齿顶高系数
1
5
令 =4
则可得定轴齿轮传动部分的传动比为 = =6.4667
滑移齿轮传动的传动比 = =2.308
= =2.857
定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为
3、齿轮齿数的确定
根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，选择齿轮5、6为标准齿轮，7、8、9和10为角度变位齿轮。设 17， = 39满足传动比，由于是标准齿轮，可得中心距a=76mm ，h*a=1， =17，因此不会发生根切，开始设计下面的角度变位。
顶隙系数
0.25
6
标准中心距
= ( )/2=56
7
实际中心距
56
8
啮合角
9
变位系数
齿轮5
0
齿轮6
0
10
齿顶高
齿轮5
2mm
齿轮6
2mm
11
齿根高
齿轮5
2.5mm
齿轮6
2.5mm
12
分度圆直径
齿轮5
34mm
齿轮6
78mm
13
齿顶圆直径
齿轮5
38mm
齿轮6
82mm
14
齿根圆直径
哈工大机械原理大作业
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y大作业设计说明书课程名称：机械原理设计题目：凸轮机构院系：机电学院班级：姓名：学号：指导教师：丁刚设计时间：2014.5.29哈尔滨工业大学1.设计题目第31题：升程/mm 升程运动角/。
升程运动规律升程许用压力角/。
回程运动角/。
回程运动规律回程许用压力角/。
远休止角/。
近休止角/。
150 90 等加等减速40 80 余弦加速度70 40 1502.运动方程式及运动线图由题目要求凸轮逆时针旋转（1）确定凸轮机构推杆升程、回程运动方程，并绘制推杆位移、速度、加速度线图。
升程第一段：（0 <φ< pi /4）φ0=pi/2;s1 = 73*φ^2;v1=146*w*φ;a1 = 146*w^2;升程第二段：（pi/4 <φ< pi /2）s2 =90-73*(pi/2-φ)^2;v2=146*w*( pi/2-φ);a2 =-146*w.^2;远休止程：（pi/2 <φ< 10*pi/9)s3 = 90;v3 = 0;a3 = 0;回程：(10*pi/9)< φ< ( 14*pi/9)s4 =45*(1+cos(9/4*(φ-10*pi/9)));v4 =-101.25*w*sin(9/4*(φ-10*pi/9)) ;a4 =-227.8*w^2* cos(9/4*(φ-10*pi/9)); 近休止程：(14*pi/9)< φ < ( 2*pi);s5 =0;v5 =0;a5 =0;1.由上述公式通过编程得到位移、速度、加速度曲线如下：（编程见附录）.基圆半径为r0 = (50^2+100^2)0.5=112mm，偏距e = 50mm。
3.凸轮实际轮廓，理论轮廓，基圆，偏距圆绘制4.整体图像附录1.求位移、速度、加速度的程序（matlab）w = input('请输入W=');x = 0:(pi/1000):(pi/4);s1 = 73*x.^2;v1=146*w*x;a1 = 146*w.^2;y = (pi/4):(pi/1000):(pi/2);s2 =90-73*(pi/2-y).^2;v2=146*w*( pi/2-y);a2 =-146*w.^2;z = (pi/2 ):(pi/1000):(10*pi/9);s3 = 90;v3 = 0;a3 = 0;c = (10*pi/9):(pi/1000):( 14*pi/9);s4 =45*(1+cos(9/4*(c-10*pi/9)));v4 =-101.25*w*sin(9/4*( c-10*pi/9)) ;a4 =-227.8*w.^2* cos(9/4*(c-10*pi/9));d=(14*pi/9):(pi/1000):( 2*pi);s5 =0; v5 =0; a5 =0;subplot (2,2,1)plot(x,s1,'b',y,s2,'b',z,s3,'b',c,s4,'b', d,s5,'b');xlabel('转角/rad')ylabel('位移/(mm/s)')title('位移与转角曲线')grid onsubplot (2,2,2)plot(x,v1,'g',y,v2,'g',z,v3,'g ',c,v4,'g', d,v5,'g')ds4 =45*9/4*sin(9/4*(c-10*pi/9));d=(14*pi/9):(pi/1000):( 2*pi);s5 =0;ds5 =0;plot(ds1,s1,'b',ds2,s2,'b',ds3,s3,'b',ds4,s4,'b',ds5,s5,'b'); xlabel('ds/dp');ylabel('(位移s/mm)')title('ds/dp 与位移s曲线')grid onhold onx3=-150:0.001:0;y3 = 0.577*x3;plot (x3,y3,'r');hold onx1=-150:0.001:150;for i=1:1:250;k1=(s1(i+1)-s1(i))/ (ds1(i+1)-ds1(i));if(k1>=-1.733 && k1<=-1.731)y1=k1*(x1-ds1(i))+s1(i);plot (x1,y1,'r');end3.确定滚子半径（1）先求凸轮理论轮廓曲线，程序如下：Clc；clear;w = input('请输入w=');s0 = 100;s = 90;e = 50; x = 0:(pi/100):(pi/4);x1 = (s + s0)*cos(x)-e*sin(x);y1 = (s0 + s)*sin(x) - e*cos(x);y = (pi/4):(pi/100):(pi/2);x2 = (s + s0)*cos(y)-e*sin(y);y2 = (s0 + s)*sin(y) - e*cos(y);z = (pi/2 ):(pi/100):(10*pi/9);x3 = (s + s0)*cos(z)-e*sin(z);y3 = (s0 + s)*sin(z) - e*cos(z);c = (10*pi/9):(pi/1000):( 14*pi/9);x4 = (s + s0)*cos(c)-e*sin(c);y4 = (s0 + s)*sin(c) - e*cos(c);d=(14*pi/9):(pi/1000):( 2*pi);x5 = (s + s0)*cos(d)-e*sin(d);y5 = (s0 + s)*sin(d) - e*cos(d);plot(x1,y1,'b',x2,y2,'b',x3,y3,'b',x4,y4,'b',x5,y5,'b');xlabel('x/mm')ylabel('y/mm')title('理论轮廓曲线')grid on（2）理论轮廓线最小曲率半径编程代码：由下程序结果可知pmin =81.6667这里滚子半径为 r r < pmin-ΔΔ=3~5mm；取r r=10mm;clear;clc;v=[];syms x1 x2 x3 x4 x5s0 = 100;e = 50;s1 = 73*x1.^2;t1 = (s1 + s0)*cos(x1)-e*sin(x1);y1 = (s0 + s1)*sin(x1) - e*cos(x1);tx1=diff(t1,x1);txx1=diff(t1,x1,2);yx1=diff(y1,x1);yxx1=diff(y1,x1,2);for xx1= 0:(pi/100):(pi/4);k1=subs(abs((tx1*yxx1-txx1*yx1)/(tx1^2+yx1^2)^1.5),{x1},{xx1}); v=[v,1/k1];ends2 =90-73*(pi/2-x2).^2;t2 = (s2 + s0)*cos(x2)-e*sin(x2);y2 = (s0 + s2)*sin(x2) - e*cos(x2);tx2=diff(t2,x2);txx2=diff(t2,x2,2);yx2=diff(y2,x2);yxx2=diff(y2,x2,2);for xx2=(pi/4):(pi/100):(pi/2);k2=subs(abs((tx2*yxx2-txx2*yx2)/(tx2^2+yx2^2)^1.5),{x2},{xx2});k4=subs(abs((tx4*yxx4-txx4*yx4)/(tx4^2+yx4^2)^1.5),{x4},{xx4}); v=[v,1/k4];ends5 =0;t5 = (s5 + s0)*cos(x5)-e*sin(x5);y5 = (s0 + s5)*sin(x5) - e*cos(x5);tx5=diff(t5,x5);txx5=diff(t5,x5,2);yx5=diff(y5,x5);yxx5=diff(y5,x5,2);for xx5=(10*pi/9):(pi/100):( 4*pi/3);k5=subs(abs((tx5*yxx5-txx5*yx5)/(tx5^2+yx5^2)^1.5),{x5},{xx5}); v=[v,1/k5];endpmin=min(v)4.绘制凸轮轮廓曲线clear ;clc;syms x y z c dw= input('请输入w=');n3 = diff(x3);m3 = diff(y3);xt3= subs(x3 + (r*m3)./sqrt(m3.^2+n3.^2),z,zz);yt3 = subs(y3 - (r*n3)./sqrt(m3.^2+n3.^2),z,zz);cc= (10*pi/9):(pi/1000):( 14*pi/9);s4 =45*(1+cos(9/4*(c-10*pi/9)));x4 = (s4 + s0).*cos(c)-e*sin(c);y4 = (s0 +s4).*sin(c) - e*cos(c);n4 = diff(x4);m4 = diff(y4);xt4= subs(x4 + (r*m4)./sqrt(m4.^2+n4.^2),c,cc);yt4 =subs( y4 - (r*n4)./sqrt(m4.^2+n4.^2),c,cc);dd=(14*pi/9):(pi/1000):( 2*pi);s5 =0;x5 = (s5 + s0).*cos(d)-e*sin(d);y5 = (s0 +s5).*sin(d) - e*cos(d);n5 = diff(x5);m5 = diff(y5);xt5= subs(x5 + (r*m5)./sqrt(m5.^2+n5.^2),d,dd);yt5 =subs( y5 - (r*n5)./sqrt(m5.^2+n5.^2),d,dd);plot(xt1,yt1,'b',xt2,yt2,'b',xt3,yt3,'b',xt4,yt4,'b',xt5,yt5,'b')for i=1:3601if yy(1,i)<=y0/2s(1,i)=2*h*(yy(i)./y0).^2;v(1,i)=4*h*w*yy(i)./(y0.^2);a(1,i)=4*h*w.^2./(y0.^2);elseif yy(1,i)>y0/2 && yy(1,i)<y0s(1,i)=h-2*h./y0.^2.*(y0-yy(i)).^2;v(1,i)=4*h*w*(y0-yy(i))./(y0.^2);a(1,i)=-4*h*w.^2./(y0.^2);elseif yy(1,i)>=y0 && yy(1,i)<y0+yss(1,i)=h;v(1,i)=0;a(1,i)=0;elseif yy(1,i)>=y0+ys && yy(1,i)<y0+ys+y01s(1,i)=h/2*(1+cos(pi/y01*(yy(1,i)-y0-ys)));v(1,i)=-pi*h*w/2/y01*sin(pi/y01*(yy(1,i)-y0-ys));a(1,i)=-pi^2*h*w^2/2/y01^2*cos(pi/y01*(yy(1,i)-y0-ys)); elseif yy(1,i)>=y0+ys+y01 && yy(1,i)<=360s(1,i)=0;v(1,i)=0;a(1,i)=0;subplot(2,3,5) ;plot(x,y,'r',xt,yt,eex,eey,'g',r0x,r0y,'k')%画图title('实际理论轮廓线')axis equal%使坐标轴比例相等grid on%画网格线。
哈工大机械原理大作业3
Harbin Institute of Technology机械原理大作业三课程名称：设计题目：院系：班级：设计者：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学大作业3 齿轮传动设计 1、设计题目1.1机构运动简图1.2机械传动系统原始参数2、传动比的分配计算由已知条件，电动机转速n=1450r/min ，输出转速n 1=27 r/min ，n 2=31 r/min ，n 3=37 r/min ，带传动最大传动比max p i =2.5,滑移齿轮传动最大传动比=4，定轴齿轮传动最大 传动比=4。
可求得：传动系统的总传动比为:11n ni == 1450/27=53.70322n ni == 1450/31=46.774 33n ni == 1450/37=39.189 传动系统的总传动比分别由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传的传送比为其最大传送比5.2max =p i ，滑移齿轮的传动比为321,,v v v i i i ，定轴齿轮传动的传动比为f i ，则总传动比由于1i > 2i > 3i ，故取1max 4v v i i ==则定轴齿轮传动部分的传动比为1max max5.37f p v i i i i ==滑移齿轮传动的传动比22max3.49v f p i i i i ==33m a x2.92v f p i i i i ==定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成， 每对齿轮的传动比为：1.754d i ==≤3、齿轮齿数的确定滑移齿轮齿数3=v i 65622.9521z z == 2=v i 8766 3.4719z z ==1=v i 10967 3.9417z z ==齿轮7，齿轮8：719z = 866z =781()852a m z z =+=齿轮9，齿轮10：917z =1067z =此时已知条件为'a =85mm ，910211()842()ni i a m z z X X ==+=-∑mm ''arccos(cos )21.78a aαα==总变位系数：'910()0.552tan z z x inv inv ααα∑+=-=根据x ∑值和1093.94 3.0z uz ==>，按选择变位系数线图左部斜线⑤分配变位系数，得90.45x =齿轮5，齿轮6：5=21z662z =此时已知'a =85mm ，561()832a m z z =+= ''arccos(cos )23.42a a αα==100.10x =总变位系数：'65() 1.082tan z z x inv inv ααα∑+=-=根据x ∑值和652.953z u z ==>，按选择变位系数线图左部斜线④分配变位系数，得 50.5x =60.58x =定轴圆柱齿轮齿数=d i 1214111326 1.5317z z z z ===齿轮11，齿轮12：角度变位正传动。
哈工大机械原理大作业24题
班级1013102学号 6机械原理大作业说明书题目 1、连杆机构运动分析2、凸轮机构设计3、齿轮传动设计学生姓名1连杆机构运动分析1.设计题目：一、先建立如下坐标系：二、划分杆组如下，进行结构分析：该机构由I级杆组RR（如图1）、II级杆组RPR（如图2、3）和II级杆组RRP（如图4）组成。
（1）（2）（3）（4）三、运动分析数学模型：（1）同一构件上点的运动分析：如右图所示的原动件1,已知杆1的角速度=10/rad s ω，杆长1l =170mm,A y =0，A x =110mm 。
可求得下图中B 点的位置B x 、B y ，速度xB v 、yB v ，加速度xB a 、yB a 。
θcos 1l xB =，θsin 1l yB =θωυsin 1l xB -=，θωυcos 1l yB =，222B2==-cos =-B xB i d x a l x dt ωϕω2222==-sin =-B yB i B d y a l y dtωϕω。
（2）RPRII 级杆组的运动分析：a. 如右图所示是由2个回转副和1个移动副组成的II 级组。
已知两个外运动副C 、B 的位置（B x 、B y 、c x =110mm 、C y =0）、速度（xB υ，yB υ，xC υ=0，yC υ=0）和加速度（0,0,,==yC xC yB xB a a a a ）。
可确定下图中D 点的位置、速度和加速度。
确定构件3的角位移1ϕ、角速度1ω、角加速度1α。
1sin 31..ϕϕl x dtdx C B-= 1sin 131cos 13.....2ϕϕϕϕl l x dt x d C B --= 1cos 31..ϕϕl y dtdy C B+=1cos 131sin 13.....2ϕϕϕϕl l y dt y d C B +-= 根据关系：1111d 122..11.αϕϕωϕϕ====dtd dt ， 故可得出：D x =)1cos(4βϕ++l x C D y =)1sin(4βϕ++l y Cb. 如右图所示是由2个回转副和1个移动副组成的II级组。
机械原理大作业-齿轮机构设计
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械原理大作业(三)课程名称：机械原理设计题目：齿轮机构设计院系：班级：设计者：学号：设计时间：哈尔滨工业大学（一）设计题目、运动简图及原始参数如图所示一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的转速。
根据表中的传动系统原始参数设计该传动系统。
表 机械传动系统原始参数（二）传动比分配计算 1.总传动比计算：80.292574511===o i n n i ，83.243074522===o i n n i ，14.203774533===o i n n i ⇒⎪⎩⎪⎨⎧===f v p f v p f v p i i i i i i i i i i i i 3max 32max 21max 1⎪⎩⎪⎨⎧===fv f v f v i i i i i i 3218.214.208.283.248.280.29， 2.定轴部分总传动比计算：⇒==5.4max 1v v i i 37.25.48.280.29max max 1=⨯==v p f i i i i3.滑移齿轮传动比计算：04.3,75.3,50.4321===v v v i i i4.定轴齿轮每对齿轮的传动比计算：1.电动机 2，4.皮带轮 3.皮带 5，6，7，8，9，10，11，12，13，14.圆柱齿轮 15，16.圆锥齿轮5.433.137.23max ≤==⇒≤=id i i i d n f d（三）滑移齿轮变速传动中每对齿轮的几何尺寸及重合度。
哈工大机械原理大作业直动从动件盘形凸轮机构满分完美版哈尔滨工业大学
end
%曲率半径
dx=diff(x);
dx(36001)=0;
dy=diff(y);
dy(36001)=0;
dydx=dy./dx;
ddy=diff(dydx);
ddy(36001)=0;
ddy=ddy./dx;
~7~
xlabel('凸轮转角φ/°');
ylabel('从动件加速度 a/(mm/s^2)');
title('加速度');
subplot(2,3,4);
plot(dsdPhi,s);
axis equal
axis([-30 50 -50 30]);
hold on
plot(x1,f1,'r');
hold on
axis equal
hold on
plot(x,y,'k')
legend('理论廓线',-1);
hold on
%轮廓图
%实际廓线
%理论廓线
~8~
哈尔滨工业大学
直动从动件盘型凸轮机构设计说明书
plot(x0,y0,':')
hold on
%基圆
plot(xe,ye,'k:')
%偏距圆
legend('实际廓线','理论廓线','基圆','偏距圆',-1);
subplot(2,3,1);
plot(Phi,s);
grid on
axis([0 360 0 27]);
哈工大机械设计大作业-齿轮传动方案5.1.1
哈⼯⼤机械设计⼤作业-齿轮传动⽅案5.1.1⽬录⼀.选择齿轮材料、热处理⽅式、精度等级 (02)⼆.初步计算传动主要尺⼨ (02)1)⼩齿轮传递的转矩T (03)12)齿数的初步确定 (03)3)齿宽系数φ的确定 (04)d4)载荷系数K的确定 (04)5)齿形系数Y和应⼒修正系数s Y (04)F的确定 (04)6)重合度系数Yε7)许⽤弯曲应⼒的确定 (04)8)初算模数 (05)三.计算传动尺⼨ (05)1)计算载荷系数K (05)2)圆整m (06)3)计算传动尺⼨ (06)四.齿⾯接触疲劳强度的校核 (06)五.⼤齿轮结构尺⼨的确定 (07)1）齿轮结构型式的确定 (07)2）轮毂孔径的确定 (07)3）齿轮结构尺⼨的确定 (08)参考⽂献： (08)题⽬:设计带式运输机中的齿轮传动带式运输机的传动⽅案如图1所⽰，机器⼯作平稳、单向回转、成批⽣产，其他数据见表1。
图1表1 带式运输机中V 带传动的已知数据⽅案电动机⼯作功率电动机满载转速⼯作机的转速第⼀级传动⽐轴承座中⼼⾼最短⼯作年限⼯作环境5.1.1 3960901.81508年1班室外、有尘⼀.选择齿轮材料、热处理⽅式、精度等级由于运输机的⼤齿轮结构为对称式，齿宽系数d φ仅能取到1.左右。
由指导⼿册可知，本装置的齿轮传动为开式齿轮传动，导致在齿⾯解除疲劳强度校核时，对接触疲劳极限要求很⾼，故在本设计中采⽤硬齿⾯，⼤⼩齿轮均选⽤40Cr ，表⾯淬⽕处理。
由参考⽂献1表8.2查得齿⾯硬度为4855HRC 。
由参考⽂献2表16.1查得，齿轮可选⽤8级精度。
⼆.初步计算传动主要尺⼨因为齿轮采⽤软齿⾯开式传动，齿⾯磨损是其主要失效形式。
由于⽬前对于齿⾯磨损还⽆完善的计算⽅法，因此通常按齿根疲劳强度进⾏设计，然后考虑磨损的影响，⼀般将算的模数增⼤10%-15%之后再取标准值。
下⾯初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺⼨。
齿根弯曲疲劳强度设计公式13212[]F s Fd Y Y Y KT m z εσφ≥式中：F Y ——齿形系数，反映了轮齿⼏何形状对齿根弯曲应⼒F σ的影响；s Y ——应⼒修正系数，⽤以考虑齿根过度圆⾓处的应⼒集中和除弯曲应⼒以外的其它应⼒对齿根应⼒的影响；Y ε——重合度系数，是将全部载荷作⽤于齿顶时的齿根应⼒折算为载荷作⽤于单对齿啮合区上界点时的齿根应⼒系数； []F σ——许⽤齿根弯曲应。
哈工大机械原理大作业齿轮传动设计(word文档良心出品)
机械原理大作业（三）课程名称：设计题目：院系：姓名：学号：指导教师：设计时间：哈尔滨工业大学（威海）设计说明书1.设计题目 (2)2.传动比的分配计算 (3)3. 计算滑移齿轮变速传动中每对齿轮的基本几何尺寸 (3)（1）齿轮5、齿轮6 (4)（2）齿轮7、齿轮8 (4)（3）齿轮9、齿轮10 (5)4.计算定轴齿轮传动中每对齿轮的基本几何尺寸。
(5)（1）齿轮11、齿轮12 (5)（2）齿轮13、齿轮14 (6)（3）齿轮15、齿轮16 (6)5.每对齿轮的几何尺寸及重合度。
(6)7.实际设计参数 (14)1.设计题目如图所示一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的转速。
根据表中的传动系统原始参数设计该传动系统。
1.15，16.圆锥齿轮表机械传动系统原始参数2.传动比的分配计算电动机转速ni=1450r/min，输出转速n1=12r/min，n2=17r/min，n3=23r/min，带传动的最大传动比idmax=2.5,滑移齿轮传动的最大传动比ihmax=4，定轴齿轮传动的最大传动比ifmax=4。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为i1=nin1=1450÷12=120.833i2=nin2=1450÷17=85.294i3=nin3=1450÷23=63.043传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为id，滑移齿轮的传动比为ih1、ih2和ih3，定轴齿轮传动的传动比为if，则总传动比i1=id*ih1*ifi2=id*ih2*ifi3=id*ih3*if令=ih1=ihmax=4则可得：定轴齿轮传动部分的传动比为if=i1/(id*ih1)=120.833/(2.5*4)=12.083滑移齿轮传动的传动比ih2=i2/(id*if)=85.294/(2.5*12.083)=2.824Ih3=i3/(id*if)=63.043/(2.5*12.083)=2.087定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为iv*iv*iv=if=12.083,iv=2.2953.计算滑移齿轮变速传动中每对齿轮的基本几何尺寸根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮。
哈工大机械设计大作业轴系部件设计完美版
Harbin Institute of Technology课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：郑德志设计时间：2014年11月哈尔滨工业大学目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件结构设计 (2)3.1轴向固定方式 (2)3.2选择滚动轴承类型 (2)3.3键连接设计 (2)3.4阶梯轴各部分直径确定 (3)3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (4)四、轴的受力分析 (5)4.1画轴的受力简图 (5)4.2计算支反力 (5)4.3画弯矩图 (6)4.4画转矩图 (6)五、校核轴的弯扭合成强度 (8)六、轴的安全系数校核计算 (9)七、键的强度校核 (10)八、校核轴承寿命 (11)九、轴上其他零件设计 (12)十、轴承座结构设计 (12)十一、轴承端盖（透盖） (13)参考文献 (13)一、 选择轴的材料通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
故选45号钢，并进行调质处理。
二、 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：d ≥√9.55×106P n10.2[τ]=C √P n13式中 d ——轴的直径；P ——轴传递的功率，kW ；n1——轴的转速，r/min;[τ]——许用扭转剪应力，MPa; C ——由许用扭转剪应力确定的系数；由大作业四知P =3.802kw所以：d ≥36.99mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d ≥36.99×(1+5%)=38.84mm按照GB2822-2005的a R 20系列圆整，取d =40 mm 。
根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b ×h =12×8，轮毂上键槽的尺寸 b=12mm ，1t =3.3mm 3、设计轴的结构3.1轴承机构及轴向固定方式因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式采用两端固定方式。
工大机械原理大作业 连杆7
Harbin Institute of Technology机械原理大作业一课程名称：机械原理设计题目：凸轮机构设计院系：机电学院班级：分析者：学号：指导教师：陈明、丁刚设计时间：20130703哈尔滨工业大学一、连杆机构运动分析题目如图1-7所示是曲柄摇块机构，曲柄长度为a ，机架长度为d ，点m 到铰链B 的距离是m l ，点n 到m 的距离是n l 。
试研究a 、d 、m l 、n l 的长度变化对n 的轨迹影响规律。
二、建立坐标系三、机构的结构分析，组成机构的基本杆组划分该机构由机架、一个原动件AB 和一个个II 级杆组组成。
原动件II 级杆组RPR四、 各基本杆组的运动分析数学模型1、原动件AB 的数学模型以点C 为原点则⎪⎩⎪⎨⎧==0y x AA d⎪⎩⎪⎨⎧+=+=ααsin cos a a y y x x AB A B 2、II 级杆组RPR 的数学模型⎪⎩⎪⎨⎧+-=--=θθθθcos sin sin cos l l y y l l x x n mB n n m B n 其中：BCBC y xBB==θθsin cos 五、计算编程利用MATLAB 软件进行编程，程序如下：1、当d=100,lm=40,ln=50时a 的变化对轨迹的影响fi=linspace(0,2*pi,100); d=[100 100 100 100]; a=[ 20 30 40 50]; lm=[ 40 40 40 40]; ln=[50 50 50 50]; xc=[0 0 0 0]; yc=[0 0 0 0]; xa=[d]; ya=[0 0 0 0]; for i=1:length(d)xb=xa(i)+a(i)*cos(fi); yb=ya(i)+a(i)*sin(fi);l2=sqrt(d(i)^2+a(i)^2+2*d(i)*a(i)*cos(fi))-lm(i); coss=(d(i)+a(i)*cos(fi))./(lm(i)+l2); sins=(a(i)*sin(fi))./(l2+lm(i)); xn=xb-lm(i)*coss-ln(i)*sins; yn=yb-lm(i)*sins+ln(i)*coss; plot(xn,yn);hold on; axis equal; end2、当a=40,lm=40,ln=50时d的变化对轨迹的影响fi=linspace(0,2*pi,100);d=[50 70 120 150];a=[ 30 30 30 30];lm=[ 40 40 40 40];ln=[50 50 50 50];xc=[0 0 0 0];yc=[0 0 0 0];xa=[d];ya=[0 0 0 0];for i=1:length(d)xb=xa(i)+a(i)*cos(fi);yb=ya(i)+a(i)*sin(fi);l2=sqrt(d(i)^2+a(i)^2+2*d(i)*a(i)*cos(fi))-lm(i); coss=(d(i)+a(i)*cos(fi))./(lm(i)+l2);sins=(a(i)*sin(fi))./(l2+lm(i));xn=xb-lm(i)*coss-ln(i)*sins;yn=yb-lm(i)*sins+ln(i)*coss;plot(xn,yn);hold on;axis equal;end3、当d=100，a=40, =40,ln=50时lm的变化对轨迹的影响fi=linspace(0,2*pi,100);d=[100 100 100 100];a=[ 30 30 30 30];lm=[ 20 30 40 50];ln=[50 50 50 50];xc=[0 0 0 0];yc=[0 0 0 0];xa=[d];ya=[0 0 0 0];for i=1:length(d)xb=xa(i)+a(i)*cos(fi);yb=ya(i)+a(i)*sin(fi);l2=sqrt(d(i)^2+a(i)^2+2*d(i)*a(i)*cos(fi))-lm(i);coss=(d(i)+a(i)*cos(fi))./(lm(i)+l2);sins=(a(i)*sin(fi))./(l2+lm(i));xn=xb-lm(i)*coss-ln(i)*sins;yn=yb-lm(i)*sins+ln(i)*coss;plot(xn,yn);hold on;axis equal;end4、当d=100，a=40, ,lm=40时ln的变化对轨迹的影响fi=linspace(0,2*pi,100);d=[100 100 100 100];a=[30 30 30 30];lm=[40 40 40 40];ln=[0 50 80 110];xc=[0 0 0 0];yc=[0 0 0 0];xa=[d];ya=[0 0 0 0];for i=1:length(d)xb=xa(i)+a(i)*cos(fi);yb=ya(i)+a(i)*sin(fi);l2=sqrt(d(i)^2+a(i)^2+2*d(i)*a(i)*cos(fi))-lm(i); coss=(d(i)+a(i)*cos(fi))./(lm(i)+l2);sins=(a(i)*sin(fi))./(l2+lm(i));xn=xb-lm(i)*coss-ln(i)*sins;yn=yb-lm(i)*sins+ln(i)*coss;plot(xn,yn);hold on;axis equal;end5、 a, d, lm , ln都变化时fi=linspace(0,2*pi,100);d=[50 70 120 150];a=[20 30 40 50];lm=[20 30 40 50];ln=[0 50 80 110];xc=[0 0 0 0];yc=[0 0 0 0];xa=[d];ya=[0 0 0 0];for i=1:length(d)xb=xa(i)+a(i)*cos(fi);yb=ya(i)+a(i)*sin(fi);l2=sqrt(d(i)^2+a(i)^2+2*d(i)*a(i)*cos(fi))-lm(i); coss=(d(i)+a(i)*cos(fi))./(lm(i)+l2);sins=(a(i)*sin(fi))./(l2+lm(i));xn=xb-lm(i)*coss-ln(i)*sins;yn=yb-lm(i)*sins+ln(i)*coss;plot(xn,yn);hold on;axis equal;end六、结果分析从matlab图像我们可以看出n点的轨迹是封闭图形其随a, d, lm , ln的变化而变化。
哈工大机械原理大作业19齿轮.docx
机械原理大作业（三）作业名称：齿轮传动设计设计题目：院系：机电工程学院班级：1108108设计者：许彬彬学号：1110810816指导教师：林琳设计时间：2013年6月1日哈尔滨工业大学机械设计1、设计题目 1.1机构运动简图1.2机械传动系统原始参数电动机转速min /1450r n =，输出转速min/4001r n =，m in /3502r n =，m in /3003r n =，带传动的最大传动比5.2m ax =p i ,滑移齿轮传动的最大传动比4m ax =v i ，定轴齿轮传动的最大传动比4m ax =d i 。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为：25.36401450011===n n i43.41351450022===n n i33.48301450033===n n i传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为5.2m ax =p i ，滑移齿轮的传动比为321v v v i i i 、、，定轴齿轮传动的传动比为f i，则总传动比f v p i i i i 1m ax 1= f v p i i i i 2max 2= fv p i i i i 3max 3= 令4max 3==v v i i则可得定轴齿轮传动部分的传动比为833.44*5.233.48max max 3===v p f i i i i滑移齿轮传动的传动比为000.3833.4*5.225.36max 11===fp v i i i i429.3833.4*5.243.41max 22===fp v i i i i设定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为4691.1833.4max 33=≤===d f d i i i 3、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10为角度变位齿轮，其齿数：37,9,35,10,33,111098765======z z z z z z ；它们的齿顶高系数1=*a h ，径向间隙系数25.0=*c ，分度圆压力角020=α，实际中心距mm a 46'=。
哈工大机械设计大作业轴系设计5.1.2
Harbin Institute of Technology大作业设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计设计时间：2017.12哈尔滨工业大学设计任务原始数据如下：有冲击，室内工作，机器成批生产一．选择轴的材料、热处理方式因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45号钢，调制处理。
二.按扭转强度估算轴径由大作业四P=3.84KW ，n =480r/min ，对于转轴，扭转强度初算轴径，查参考文献[1]表10.2得C =106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C =106，则mm n P c d 2.2148084.310633min =⨯== 其中P ——轴的传递功率 n ——轴的转速C ——由许用扭转剪应力确定的系数由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮或小齿轮有键槽存在，故将其扩大为1.05倍，得mm d 26.222.2105.11=⨯≥，按标准GB2822-81的R10圆整后取d=25mm 。
三．设计轴的结构3.1确定机体和轴的结构形式箱体内无传动件，不需经常拆卸，箱体采用整体式。
由轴的功能可知，该轴应具有带轮、齿轮的安装段，两个轴承的安装段以及两个轴承对外的密封段，共7段尺寸。
由于没有轴向力的存在，且载荷、转速较低，故选用深沟球轴承。
由于传递功率小，转速不高，发热小，故轴承采用两端固定式。
由于轴转速较低，且两轴承间无传动件，所以采用脂润滑、毛毡圈密封。
确定轴的草图如图1所示：图1 确定轴的草图3.1．阶梯轴各部分直径的确定1) 轴段1和7轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
所以，mm d d 2571==。
2) 轴段2和6轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。
由参考文献[3]图10.9计算得到轴肩高度mm h d d d )30~5.28(21162=⨯+==由参考文献[3]表14.4取毡圈油封直径mm d 29=，取轴径mm d d 3062==。
哈工大机械原理大作业凸轮07
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y机械原理大作业二课程名称：机械原理设计题目：凸轮设计院系：机电学院班级：分析者：学号：指导教师：陈明、丁刚设计时间：2013.07.03哈尔滨工业大学设计说明书一．设计题目如图所示直动从动件盘形凸轮机构，其原始参数见表2-1。
从表2-1中选择一组凸轮机构的原始参数，据此设计该凸轮机构。
序号升程（mm）升程运动角（ ）升程运动规律升程许用压力角（ ）回程运动角（ ）回程运动规律回程许用压力角（ ）远休止角（ ）近休止角（ ）7 70 90 正弦加速度30 80 正弦加速度70 95 95二、推杆升程、回程运动方程及位移、速度、加速度线图2.1凸轮运动分析设凸轮的角速度为ω=1rad/s(1)推程 （正弦加速度运动）00090φ≤≤;090︒Φ=0012sin()2s h φπφπ⎡⎤=-⎢⎥ΦΦ⎣⎦0021cos()h v ωπφ⎡⎤=-⎢⎥ΦΦ⎣⎦220022sin()h a πωπφ=ΦΦ远休止运动规律 远休止运动角90185φ︒︒≤≤s h = 0v = 0a =回程运动规律（3-4-5多项式运动）回程运动角 00185255φ≤≤;'0080Φ=()345110T -15T 6T s h ⎡⎤=-+⎣⎦()22'30-T 1-2T T h v ω=+Φ ()22'260T 1-3T 2T h a ω=-+Φ 式中： ()00-T S φΦ+Φ=Φ近休止运动规律 近休止运动角265360φ︒︒≤≤s h = 0v =0a =2.2求位移、速度、加速度线图MATLAB 源程序clear clc %题设条件 c=pi/180;f01=90*c; fs1=95*c; f02=80*c; fs2=95*c; h=70; w1=1; %推杆位置f=linspace(0,2*pi,200); for n=1:length(f)if f(n)>=0 && f(n)<=f01s(n)=h*[f(n)/f 01-0.5/pi*sin(2*pi*f(n)/f 01)];v(n)=h/(f 01*c)*[1-cos(2*pi*f(n)/f 01)]; a(n)=2*pi*h/(f 01^2*c^2)*sin(2*pi*f(n)/f 01);elseif f(n)>f01 && f(n)<=f01+fs1 s(n)=h; v(n)=0; a(n)=0;elseif f(n)>f01+fs1 && f(n)<=f01+fs1+f02 T2=(f(n)-(f01+fs1))/f02;s(n)=h*(1-(10*T2^3-15*T2^4+6*T2^5)); v(n)=-30*h*w1/f02*(T2^2-2*T2^3+T2^4); a(n)=-60*h*w1^2/f02^2*(T2-3*T2^2+2*T2^3); elseif f(n)>f01+fs1+f02 && f(n)<=f01+fs1+f02+fs2 s(n)=0;v(n)=0;a(n)=0;endEnd%位置方程figure(1);plot(f,s);grid on;title('推杆位移'); %速度方程figure(2);plot(f,v);grid on;title('推杆速度'); %加速度方程figure(3);plot(f,a);grid on;title('推杆加速度');2.3位移、速度、加速度线图三． 凸轮机构的dss d ϕ-线图，确定基圆半径和偏心距3.1理论分析机构压力角α应按下式计算：1200tan ds eOP e d s s s sϕα--==++以d s /d φ为横坐标，以s (φ)为纵坐标，可作出d s /d φ-s (φ)曲线如图4-16所示，再作斜直线D t d t 与升程的[d s /d φ-s (φ)]曲线相切并使与纵坐标夹角为升程[α]，则D t d t 线的右下方为选择凸轮轴心的许用区。
机械原理大作业-齿轮
机械原理大作业-齿轮三、齿轮传动设计一、设计题目如图所示一个机械传动系统，运动由电动机1输入，经过机械传动系统变速后由圆锥齿轮16输出三种不同的转速。
根据表中的传动系统原始参数设计该传动系统。
1.机构运动简图1.电动机 2，4.皮带轮 3.皮带 5，6，7，8，9，10，11，12，13，14.圆柱齿轮15，16.圆锥齿轮2．机械传动系统原始参数二、传动比的分配计算电动机的转速1450/min n r ，输出转速1n =50r/min ，2n =45r/min ，3n =40r/min,带传动的最大传动比max2.5p i ，滑移齿轮的传动的最大传动比max4v i ，定轴齿轮传动的最大传动比max4d i 。
根据系统的原始参数，系统的总传动比为1i =1n n=1450/50=29.00 2i =2n n =1450/45=32.222 3i =3n n=1450/40=36.25 传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分实现。
设带传动的传动比为max2.5p i ，滑移齿轮的传动比为1v i 、2v i 和3v i ，定轴齿轮传动的传动比为f i 则总传动比为 1max 1p v f i i i i 2max 2p v f i i i i 3max 3p v f i i i i令3max4v v i i则可得定轴齿轮传动部分的传动比为f i =maxmax 3*v p i i i =4*5.225.36=3.625 滑移齿轮传动的传动比为1v i =fp i i i *max 1=9.2*5.229=42v i =fp i i i *max 2=9.2*5.222.32=4.444定轴齿轮传动由3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为d i =3f i =3625.3=1.536三、齿轮齿数的确定根据滑移齿轮变速传动系统中对齿轮齿数的要求，可大致选择齿轮5、6、7、8、9和10、为角度变位齿轮，其齿数：52,19,41,17,50,231098765======z z z z z z 它们的齿顶高系数1ah ，顶隙系数0.25c ，分度圆压力角=20，实际中心距取mm a 73=。
哈工大机械原理大作业齿轮传动系统设计满分完美版哈尔滨工业大学
~1~
哈尔滨工业大学
齿轮传动系统设计说明书
又������������������������������ = 2.5，计算得： ������������ = ������������1 = ������3 ������������������������������ ������������1 ������1 ������������������������������ ������������ ������2 ������������������������������ ������������ = 20.694 = 2.069 2.5 × 4
~2~
哈尔滨工业大学
齿轮传动系统设计说明书
������ = 20° 齿轮齿数为 ������9 = 15 ������10 = 61 由以上设计参数即可得到齿轮 5 和 6、7 和 8、9 和 10 的几何尺寸分别如表 2、 表 3、表 4 所示
表 2 滑移齿轮 5 和 6 的几何尺寸表
序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 1311 齿轮 12 分度圆直径 齿轮 11 齿轮 12 齿顶圆直径 齿轮 11 齿轮 12 齿根圆直径 齿轮 11 齿轮 12 齿 顶 圆 压 力 齿轮 11 角 齿轮 12 重合度
hf11 hf12 d11 d12 da11 da12 df11 df12 αa11 αa12 ε
hf11=( ha*+c*-x11)×m=3.492 hf12=( ha*+c*-x12)×m=3.477 d11=m×z11=57 d12=m×z12=72 da11=d11+2×ha11=63.456 da12=d12+2×ha12=78.486 df11=d11-2×hf11=50.016 df12=d12-2×hf12=65.046 αa11=arccos(d11×cosα/da11)=32.426° αa12=arccos(d12×cosα/da12)=30.454° [z11×(tanαa11-tanα’)+z12×(tanαa12- tanα’)]/2π =1.517
哈工大机械原理大作业凸轮07(可打印修改) (2)
f=linspace(0,2*pi,200); for n=1:length(f)
k1=subs(abs((tx1*yxx1-txx1*yx1)/(tx1^2+yx1^2)^1.5),{x1},{xx1}); v=[v,1/k1]; end
精品内容
s2=70; t2=(s2+s0).*cos(x2)-e*sin(x2); y2=(s0+s2).*sin(x2)+e*cos(x2); tx2=diff(t2,x2); txx2=diff(t2,x2,2); yx2=diff(y2,x2); yxx2=diff(y2,x2,2); for xx2=(pi/3):(pi/100):(175*pi/180);
k3=subs(abs((tx3*yxx3-txx3*yx3)/(tx3^2+yx3^2)^1.5),{x3},{xx3}); v=[v,1/k3]; end
s4=0; t4=(s4+s0).*cos(x4)-e*sin(x4); y4=(s0+s4).*sin(x4)-e*cos(x4); tx4=diff(t4,x4); txx4=diff(t4,x4,2); yx4=diff(y4,x4); yxx4=diff(y4,x4,2); for xx4=(265*pi/180):(pi/100):(2*pi);
elseif f(n)>f01+fs1+f02 && f(n)<=f01+fs1+f02+fs2 s(n)=0; v(n)=0;
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
Harbin Institute of Technology
机械原理大作业题目三齿轮机构设计
课程名称：机械原理
院系：机电学院
班级：
设计者：
学号：
指导教师：
设计时间：
哈尔滨工业大学
大作业3 齿轮传动设计
1、设计题目
1.1机构运动简图
1.2机械传动系统原始参数
序号
电机转速（r/min ）
输出轴转速（r/min ）
带传动最大传动比
滑移齿轮传动
定轴齿轮传动 最大传动比
模数
圆柱齿轮 圆锥齿轮 一对齿轮最大传动比
模数
一对齿轮最大传动比
模数
15 745 25 30 37
2
3
3
2、传动比的分配计算
电动机转速n i ,输出转速为n o1,n o2,n o3,带传动的最大传动比为i pmax ，滑移齿轮传动的最大传动比为i vmax ，定轴齿轮传动每对齿轮的最大传动比为i dmax 。
根据传动系统的原始参数可知，传动系统的总传动比为
135.2037
74511===
o i n n i
833.243074522===
o i n n i 8.2925
74533===
o i n n i 传动系统的总传动比由带传动、滑移齿轮传动和定轴齿轮传动三部分
实现。
设带传动比为i pmax ，滑移齿轮的传动比为i pmax ，滑移齿轮的传动比为i v1,i v2和i v3，定轴齿轮传动的传动比为i f ，则总传动比：
f v p i i i i 1max 1= f v p i i i i 2max 2= f v p i i i i 3max 3=
令max 3v v i i ==4
则可得定轴齿轮传动部分的传动比为
365.2max
max 3
==
v p f i i i i
则得滑移齿轮的传动比
041.3max 11=⨯=
f
p v i i i i
750.3max 22=⨯=
f
p v i i i i
设定轴齿轮传动由N=3对齿轮传动组成，则每对齿轮的传动比为
i d =3365.2=1.332≤i dmax =4
3、齿轮齿数的确定
由于实现的传动比较大，为保证齿轮传动精度和增加强度，故三对滑移齿轮均按角度变位齿轮设计。
则 3
109287165cos cos )
(cos cos )(cos cos )
(a a
Z Z a a Z Z a a Z Z +=+=+ 又由于
750.365=Z Z 041.37
8=Z Z
000.4910=Z Z
结合齿轮变位系数线图，按如下设计： Z 5=13 Z 6=39 a 1=25.19° x 1=0.500 x 2=0.629
Z 7=11 Z 8=41 a 2=25.19° x 1=0.500 x 2=0.629 Z 9=9 Z 10=40 a 2=25.47° x 1=0.500 x 2=0.736
齿顶高系数*a h =1，径向间隙系数*c =0.25，分度圆压力角α=20°实际中心距a '=54mm 。
定轴圆柱齿轮齿数设计
1112Z Z =1314
Z Z =1.333 15
16Z Z =1.333 Z 11=Z 13=Z 15=12 Z 12=Z 14=Z 16=16 a=24.209° x 1=0.300 x 2=0.252 (Z 15、Z 16为圆锥齿轮)
齿顶高系数*a h =1，径向间隙系数*c =0.25，分度圆压力角α=20°实际中心距
a '=51mm 。
4、滑移齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算
4.1滑移齿轮5和齿轮6
4.2滑移齿轮7和齿轮8
4.3滑移齿轮9和齿轮10
12
齿轮10
10d ==1010mz d 80.000mm 13
齿顶圆直径
齿轮9 9a d =+=9992a a h d d 23.456mm
齿轮10 10a d =+=1010102a a h d d 86.000mm
14
齿根圆直径
齿轮9
9f d =-=9992f f h d d 77.544mm 齿轮10
10f d
=-=1010102f f h d d 43.853mm
15
齿顶圆压力角
齿轮9
9a α
=⎪
⎪⎭
⎫
⎝⎛=999cos arccos a a d d αα43.853° 齿轮10
10a α
=⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛=101010cos arccos a a d d αα29.058° 16 重合度 ε
ε=)]tan (tan )tan (tan ['
1010'99αααα-+-a a z z /2π
=1.200
5、 定轴齿轮变速传动中每对齿轮几何尺寸及重合度的计算
5.1圆柱齿轮11与齿轮12 (齿轮13与14和齿轮11与12对应相同)
序号
项目
代号
计算公式及计算结果
1
齿数
齿轮11
11z 12 齿轮12
12z
16 2 模数 m 3 3 压力角 α
20° 4 齿顶高系数 *a h
1 5 顶隙系数 *c
0.25
6 标准中心距 a
= (65z z +)/2=42.000mm
7
实际中心距
'
a
51mm
5.2圆锥齿轮15与16
6、实际输出转速
=÷⨯⨯⨯⨯
=÷=8.22216161218143913745**max 11p f i i i n n ν37.626(r/min) =÷⨯⨯⨯⨯=÷=8.22216161218144111745**max
11p f i i i n n ν30.285(r/min) =÷⨯⨯⨯⨯=÷=8.2221616121814409745**max 11p f i i i n n ν25.398(r/min)。